Модернизация привода коробки скоростей токарно-револьверного станка мод. 1Б125

Наиболее слабый элемент  передачи:

Наиболее слабым элементом  является шестерня № 3 .

Максимальное напряжение по изгибу при действии максимальной нагрузки :

Проведем сравнение: - условие выполняется.

Основные геометрические размеры зубчатой пары:

Ширину шестерён принимаем:

b1= b2=42; b3= b4=14; b5= b6=58; b7= b8=48; b9= b10=43;

b11= b12=79; b13= b14=53.

диаметры делительных  окружностей:

                                                                                    

диаметры вершин зубьев:

                                          

диаметры окружностей  впадин:

                                                                                                          

Силы, действующие  в зацеплении для расчетной ступени:

Окружная сила:

     

                                                                                           

Радиальная сила:

                    

 

                            

        где  - угол зацепления, угол наклона зубьев.

Осевая сила:

Так как угол наклона  зубьев =0, то осевые силы отсутствуют.

  

 

Расчеты заносим в  таблицу:

 

Ft, H	Fr,H	m, модуль	Z, число зубьев	da	df	Пси ba	A, межосевое расстояние	b, ширина зацепления; принемаем
134,4444444	48,93778	2,25	60	139,5	129,375	0,2	101,25	22
134,4444444	48,93778	2,25	30	72	61,875	0,2	101,25	22
448,1481481	163,1259	2,25	18	45	34,875	0,12	101,25	14
448,1481481	163,1259	2,25	72	166,5	156,375	0,12	101,25	14
680	247,52	2,25	40	94,5	84,375	0,266667	101,25	28
680	247,52	2,25	50	117	106,875	0,266667	101,25	28
777,1428571	282,88	2,25	35	83,25	73,125	0,233333	101,25	24
777,1428571	282,88	2,25	55	128,25	118,125	0,233333	101,25	24
906,6666667	330,0267	2,25	30	72	61,875	0,4	101,25	42
906,6666667	330,0267	2,25	60	139,5	129,375	0,4	101,25	42
821,7777778	299,1271	2,5	45	117,5	106,25	0,3	112,5	34
821,7777778	299,1271	2,5	45	117,5	106,25	0,3	112,5	34
1232,666667	448,6907	2,5	30	80	68,75	0,4	112,5	46
1232,666667	448,6907	2,5	60	155	143,75	0,4	112,5	46

 

 

3.2 Расчет валов

 

Результаты расчета  валов на компьютере:

Вал 1

 

Деталь

Данные о нагруженности  вала

Координаты

Силы, Н

Град.

Т, Н*м

мм

Шкив Зубч.кол.

Fr=164

Fx=0

Ft=0

а=о

Т=-36,3

Х1=0

Ft=449

а=о

Т=36,3

Х2=205

Реакции опор, Н

Виды реакций

Левая опора

Правая опора

Горизонтальная сост. Вертикальная сост. Суммарная реакция

Лг=        -179.6 Лв=       65,5 Rл=          191.0

Пг=     -269.6 Пв=        98.6 Rп=        287.6

Нагрузочные характеристики сечений вала

Координата сечения

Ми,гор.пл. Н*м

Ми, верт,пл. Н*м

Мприв Н*м

Т, Н*м

dвала мм

Х1Л=   0 Х1П=   0 Х2Л=  60 Х2П=  60 ХЗЛ= 204 ХЗП= 204 Х4Л= 302

0 0 0 0 -25 -26 -1

0 0 0 0 -9 -9 -0

36 36 36 36 45 28 0

-36 -36 -36 -36 -36 0 0

17.6 17.6 17.6 17.6 18.8 15.5 1.9

 

 

 

Результаты расчета  валов на компьютере:

Вал 2

 

Деталь

Данные о нагруженности  вала

Координаты

Силы, Н

Град.

Т, Н*м

мм

Шестерня

Fr=164

Fx=0

Ft=-449

а=о

Т=122

Х1=210

Зубч.кол.

Ft=778

а=о

Т=-122

Х2=353

Реакции опор, Н

Виды реакций

Левая опора

Правая опора

Горизонтальная сост. Вертикальная сост. Суммарная реакция

Лг=  265.1 Лв=  -11.2 Rл=         265.4

Пг=  -594.1 Пв=   -435.8 Rп=        736.7

Нагрузочные характеристики сечений вала

Координата сечения

Ми,гор.пл. Н*м

Ми,верт.пл. Н*м

Мприв Н*М

т, Н*м

с1вала мм

Х1Л=  10 Х1П=  10 Х2Л= 210 Х2П= 210 ХЗЛ= 308 ХЗП= 308 Х4Л= 352

0 0 52 53 35 35 2

0 0 -2 -2 12 13 1

0 0 53 133 128 128 122

0 0 0 122 122 122 122

0.0 0.0    19.6   26.7  26.3  26.3  26.0

 

 

 

Результаты расчета  валов на компьютере:

Вал 3

 

Деталь

Данные о нагруженности  вала

Координаты

Силы, Н

Град.

Т, Н*м

мм

шестерня

Fr=449

Fx=0

Ft=1233

а=о

Т=-185

Х1=172

Зубч.кол.

Ft=-773

а=о

Т=185

Х2=354

РЕАКЦИИ ОПОР ,Н

Виды реакций

ЛЕВАЯ опора

ПРАВАЯ опора

Горизонтальная сост. Вертикальная  сост. Суммарная реакция

Лг=  -682.0 Лв=  -161.2 Rл=   700.8

Пг= 222.0 Пв= 570.8 Rп=  612.4

Нагрузочные характеристики сечений вала

Координата сечения

Ми,гор.пл. Н*м

Ми,верт.пл. Н*м

Мприв Н*м

т, Н*м

d вала мм

Х1Л=  10 Х1П=  10 Х2Л= 172 Х2П= 172 ХЗЛ= 308 ХЗП= 308 Х4Л= 354

0 0 -109 -110 -37 -36 -2

0 0 26 26 -12 -13 -1

0 0 112 217 189 189 185

0 0 0 -185 -185 -185 -185

0.0 0.0 25.2 31.4 30.0 30.0 29.8

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Результаты расчета  валов на компьютере:

Вал 4

 

Деталь

Данные о нагруженности  вала

Координаты

Силы, Н

Град.

Т, Н*м

мм

Шестерня

Fr=449

Fx=0

Ft=

а=о

Т=337

Х1=67

Зубч.кол.

Ft=1233

а=о

Т=-337

Х2=290

РЕАКЦИИ ОПОР ,Н

Виды реакций

ЛЕВАЯ опора

ПРАВАЯ опора

Горизонтальная сост. Вертикальная  сост. Суммарная реакция

Лг=  562.7 Лв=  -204.9 Rл=   598.9

Пг=   670.3 Пв=  -244.1 Rп=   713.3

Нагрузочные характеристики сечений вала

Координата сечения

Ми,гор.пл. Н*м

Ми,верт.пл. Н*м

Мприв Н*м

т, Н*м

d вала мм

Х1Л=  66 Х1П=  66 Х2Л=  128 Х2П= 128 ХЗЛ= 290 ХЗП= 290 Х4Л= 426

0 0 0 0 90  91  1

0 0 0 0  -33  -33 2

337 337 337 337  350 97  1

337 337 337 337 337 0 0

36.4 36.4 36.4 36.4 36.4 24.0 5.9

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

3.3 Расчет подшипников качения.

 

Исходные данные Вал 1.

R_max=858H d=20мм F=0

Выбор подшипника

  Принимаем подшипник радиальный шарикоподшипник  по ГОСТу 8338-57 № 204  с характеристиками:

d=20мм     D=47мм   B=14мм     [C]=15000H     [C₀]=6000H

Приведенная нагрузка

=1-коэффицент вращения кольца  

=1.2- коэффициент безопасности 

=1.05-температурный коэффициент

       

Долговечность подшипника

Где -потребный ресурс в часах

   

Динамическая грузоподъёмность

 

 

Принимаем конструктивно  из ГОСТ 8338-57   №204

 

Исходные данные Вал 2,3.

R_max=1441H d=30мм F=0

 

Выбор подшипника

  Принимаем подшипник радиальный шарикоподшипник  по ГОСТу 8338-57 № 206  с характеристиками:

d=30мм     D=62мм   B=16мм     [C]=19500H     [C₀]=10000H

 

Приведенная нагрузка

=1-коэффицент вращения кольца  

=1.2- коэффициент безопасности 

=1.05-температурный коэффициент

      

Долговечность подшипника

Где -потребный ресурс в часах

   

Динамическая грузоподъёмность

 

Принимаем конструктивно  из ГОСТ 8338-57 подшипник 206

Исходные данные Вал 4.

R_max=2371H d=40мм F=0

Выбор подшипника

  Принимаем подшипник радиальный шарикоподшипник  по ГОСТу 8338-57 № 208  с характеристиками:

d=40мм     D=80мм   B=18мм     [C]= 32000H     [C₀]=17800H

Приведенная нагрузка

=1-коэффицент вращения кольца  

=1.2- коэффициент безопасности 

=1.05-температурный коэффициент

   

       

Долговечность подшипника

Где -потребный ресурс в часах

   

Динамическая грузоподъёмность

 

 

Принимаем конструктивно  из ГОСТ 8338-75   №208.

3.4 Расчет шпонок.

 

Расчет шпонок производим на смятие:

где Т– наибольший крутящий момент

      d – диаметр вала, мм

       l – длина шпонки, мм

[σ_см]=90 МПа

 

1 вал

Шпонка  по ГОСТ 23360-78

 

2 вал

Шпонка 

Шпонка 

 

Шпонка 

 

3 вал

Шпонка 

Шпонка 

Шпонка 

4 вал

 Шпонка  (3 шт.)

 

Проверка 86<90 – шпонки подобраны правильно.

3.5 Расчет шкива

 

  u=229/150=1,52

 По крутящему моменту  выбираем клиновый ремень нормального  сечения  А.

 Ориентировочное значение  межосевого расстояния        

Ориентировочное значение длины ремня 

Принимаем L = 1400мм

Точное значение межосевого расстояния: 

где: 

       

                                 

Число пробегов ремня  в секунду            

Угол обхвата ремнем малого шкива 

Окружная сила на шкивах:

Ориентировочное число  клиновых ремней:

где:

γ   –частота пробегов ремня;

–ширина ремня по нейтральному слою

–коэффициент влияния передаточного числа;

          v  –скорость ремня;

        –коэффициент, учитывающий влияние угла обхвата на тяговую способность;

        –коэффициент режима работы.

Действительное число  ремней с учетом неравномерности  распределения нагрузки между ремнями:  

 

Принимаем Z=3.

4 Смазка узлов

Правильный метод смазочных  материалов, своевременная и качественная смазка узлов оборудования является одним из основных условий, позволяющих увеличить долговечность, повысить работоспособность и сохранить на длительный период технологическую точность проектируемой коробки подач. Образцовая организация смазочного хозяйства и рациональная смазка уменьшают износ деталей оборудования, удешевляют их ремонт, сокращают простой и способствуют снижению себестоимости выпускаемой продукции.

Смазка трущихся поверхностей станков устраняет их непосредственный контакт, благодаря чему значительно  уменьшается сила трения, что способствует минимизации износа поверхностей контактирующих друг с другом деталей в следствии трения.

В качестве смазочных  материалов в станках применяют  жидкие минеральные масла и пластичные консистентные смазки. Преимущественное распространение получили масла, наиболее предпочтительны для смазки отечественных быстроходных сопряжений и позволяющих осуществить централизованную смазку.

Выбор смазки для станков  неоднозначно очевиден. Сложность в  том, что станки имеют различные  пары трения, работающие при различных скоростях и нагрузках. Применение различных смазок предпочтительных в каждом отдельном случае неоправданно усложнило бы конструкцию смазочной системы в целом и затруднило бы эксплуатацию такого станка.

Для обеспечения смазки узлов станка предлагаю использовать централизованную систему смазки, общую для всех узлов и механизмов. В случае ее использования система смазки коробки подач непосредственно подключается к общей нагнетательной и сливной системы. Централизованная общая система имеет ряд преимуществ, среди которых: